二級直齒齒輪減速器設計【F=4000，V=2，D=450】【8張CAD圖紙+畢業(yè)論文】

二級直齒齒輪減速器設計【F=4000,V=2,D=450】42頁 9300字數(shù)+論文說明書+8張CAD圖紙【詳情如下】中間軸.dwg二級直齒齒輪減速器裝配圖.dwg二級直齒齒輪減速器設計說明書【F=4000,V=2,D=450】.doc大齒輪.dwg小齒輪.dwg箱體.dwg箱蓋.dwg輸入軸.dwg輸出軸.dwg目   錄1  引言 12  傳動裝置總體設計 22.1  設計任務書 22.2  確定傳動方案 22.3  電動機的選擇 33  傳動零件的設計計算 73.1 高速級齒輪的參數(shù)計算 73.2  低速級齒輪的參數(shù)計算 114  軸及軸承裝置的設計計算   154.1  軸的設計、校核及壽命計算 164.2  齒輪的設計 285  主要零部件的工藝設計 295.1  輸出軸的零件圖     295.2  輸出軸的工藝設計   306  編程   33結論 35致謝 36參考文獻 371引言齒輪傳動是現(xiàn)代機械中應用最廣的一種傳動形式。它的主要優(yōu)點是：瞬時傳動比恒定、工作平穩(wěn)、傳動準確可靠，可傳遞空間任意兩軸之間的運動和動力；適用的功率和速度范圍廣；傳動效率高，=0.92-0.98；工作可靠、使用壽命長；外輪廓尺寸小、結構緊湊。由齒輪、軸、軸承及箱體組成的齒輪減速器,用于原動機和工作機或執(zhí)行機構之間,起匹配轉速和傳遞轉矩的作用,在現(xiàn)代機械中應用極為廣泛。國內(nèi)的減速器多以齒輪傳動、蝸桿傳動為主，但普遍存在著功率與重量比小，或者傳動比大而機械效率過低的問題。另外，材料品質(zhì)和工藝水平上還有許多弱點，特別是大型的減速器問題更突出，使用壽命不長。國外的減速器，以德國、丹麥和日本處于領先地位，特別在材料和制造工藝方面占據(jù)優(yōu)勢，減速器工作可靠性好，使用壽命長。但其傳動形式仍以定軸齒輪傳動為主，體積和重量問題，也未解決好。當今的減速器是向著大功率、大傳動比、小體積、高機械效率以及使用壽命長的方向發(fā)展。減速器與電動機的連體結構，也是大力開拓的形式，并已生產(chǎn)多種結構形式和多種功率型號的產(chǎn)品。近十幾年來,由于近代計算機技術與數(shù)控技術的發(fā)展，使得機械加工精度，加工效率大大提高，從而推動了機械傳動產(chǎn)品的多樣化，整機配套的模塊化，標準化，以及造型設計藝術化，使產(chǎn)品更加精致，美觀化。在21世紀成套機械裝備中,齒輪仍然是機械傳動的基本部件。CNC機床和工藝技術的發(fā)展,推動了機械傳動結構的飛速發(fā)展。在傳動系統(tǒng)設計中的電子控制、液壓傳動、齒輪、帶鏈的混合傳動,將成為變速箱設計中優(yōu)化傳動組合的方向。在傳動設計中的學科交叉,將成為新型傳動產(chǎn)品發(fā)展的重要趨勢。2 傳動裝置總體設計2.0設計任務書1設計任務設計帶式輸送機的傳動系統(tǒng)，采用兩級圓柱直齒齒輪減速器傳動。 2 設計要求   （1）外形美觀，結構合理，性能可靠，工藝性好；  （2）多有圖紙符合國家標準要求；  （3）按畢業(yè)設計（論文）要求完成相關資料整理裝訂工作。3 原始數(shù)據(jù)  （1）運輸帶工作拉力 F=4KN   （2）運輸帶工作速度V=2.0m/s(3)輸送帶滾筒直徑 D=450mm（4）傳動效率 4工作條件兩班制工作，空載起動，載荷平穩(wěn)，常溫下連續(xù)（單向）運轉，工作環(huán)境多塵，中小批量生產(chǎn)，使用期限10年，年工作300天。2.1 確定傳動方案結  論由于減速器是當今世界上最常用的傳動裝置，所以世界各國都不斷的在改進它，尋求新的突破，降低其成本，提高其效率，擴大其應用范圍。為了更好的適應現(xiàn)代市場的需求，就必須運用計算機輔助設計技術解決過去計算繁瑣，繪圖工作量大及工作效率低，速度慢的問題?；谶@些方面，我們運用了功能強大的三維造型軟件Pro-E對減速器的各個組成零件進行三維實體造型并進行裝配，實現(xiàn)所設計的減速器在投產(chǎn)前的裝配檢驗。通過實體造型和裝配，檢驗并修正設計計算中可能出現(xiàn)的一些問題，使其布局更合理，使產(chǎn)品的設計更貼近生產(chǎn)實際，并能直接生成二維圖紙，為我們節(jié)約了大量的時間。通過這次設計，我學到了很多知識，鞏固了一些原來遺忘、疏忽的知識點；原來不理解、沒掌握好的問題，也通過翻閱資料、請教老師，把它們都解決了。由于Pro/E是我的一個薄弱環(huán)節(jié)，因此在造型中遇到了許多難題。通過查閱資料，請教老師、同學，我都一一解決了。通過本次畢業(yè)設計，我體會到了團隊的精神的重要性。同時，我也發(fā)現(xiàn)自己在本科階段幾年的學習過程中存在著很多不足，尤其是專業(yè)知識的應用方面，不能在實踐中很好的運用。通過這次畢業(yè)設計，使自己有了一種新的感受和認識，相信自己在今后的工作和學習中將發(fā)揮的更好。由于本人未在生產(chǎn)實際中真正切切的接觸過減速器及其零部件的設計生產(chǎn)，因此有些數(shù)據(jù)只是根據(jù)查閱資料獲得，離實際應用可能有些出入。致  謝在這半學期的畢業(yè)設計過程中，我遇到了好多困難。在此，我首先要感老師，正是由于他的指導和幫助我才能順利完成本次畢業(yè)設計。老師治學嚴謹、知識淵博。在設計的過程中，老師經(jīng)常抽出時間和我們一起討論設計時需要注意的一些問題和要求。我們遇到解決不了的問題，他也會盡快的幫我們解決。其次要感謝系領導給我們畢業(yè)設計提供一個良好的設計環(huán)境，便于我們順利的完成畢業(yè)設計.最后要感謝所有關心和幫助過我的老師、同學和朋友們，他們?yōu)槲姨峁┝撕芏嘤袃r值的資料信息，幫我解決了很多難題，并且給了我很多的鼓勵，衷心的感謝你們!參 考 文 獻1  吳彥農(nóng)，康志軍 Solidworks2003實踐教程 淮陰：淮陰工學院， 20032  孫江宏，段大高 中文版Pro/Engineer2001入門與實例應用 北京：中國鐵道出版社，20033  徐錦康 機械設計 北京：機械工業(yè)出版社，20014  葛常清 機械制圖（第二版） 北京：中國建材工業(yè)出版社，20005  譚浩強 C程序設計（第二版） 北京：清華大學出版社，20006徐士良 C程序設計 北京：機械工業(yè)出版社，20047  劉鴻之 C程序設計題解與上機指導（第二版） 北京：高等教育出版社，2001 8  呂廣庶，張遠明 工程材料及成型技術 北京：高等教育出版社，20019  張彥華 工程材料與成型技術 北京：北京航空航天大學出版社，200510 周昌治，楊忠鑒，趙之淵，陳廣凌 機械制造工藝學 重慶：重慶大學出版社，199911 曲寶章，黃廣燁 機械加工工藝基礎 哈爾濱：哈爾濱工業(yè)大學出版社，200212 張福潤，徐鴻本，劉延林 機械制造技術基礎（第二版） 武漢：華中科技大學出版社，200213 寧汝新，趙汝嘉 CAD/CAM技術 北京：機械工業(yè)出版社，200314 蔡漢明，陳清奎 CAD/CAM建設 北京：機械工業(yè)出版社，200315 司徒忠，李  璨 機械工程專業(yè)英語 武漢：武漢理工大學出版社，200116 任金泉 機械設計課程設計 西安交通大學出版社，200517 甘永力 幾何量公差與檢測 上?？茖W技術出版社，2004 目 錄 1 引言 1 2 傳動裝置總體設計 2 設計任務書 2 確定傳動方案 2 電動機的選擇 3 3 傳動零件的設計計算 7 速級齒輪的參數(shù)計算 7 低速級齒輪的參數(shù)計算 11 4 軸及軸承裝置的設計計算 15 軸的設計、校核及壽命計算 16 齒輪的設計 28 5 主要零部件的工藝設計 29 輸出軸的零件圖 29 輸出軸的工藝設計 30 6 編程 33 結論 35 致謝 36 參考文獻 37 1 引言 齒輪傳動是現(xiàn)代機械中應用最廣的一種傳動 形式。它的主要優(yōu)點是：瞬時傳動比恒定、工作平穩(wěn)、傳動準確可靠，可傳遞空間任意兩軸之間的運動和動力；適用的功率和速度范圍廣；傳動效率高， =工作可靠、使用壽命長；外輪廓尺寸小、結構緊湊。由齒輪、軸、軸承及箱體組成的齒輪減速器 ,用于原動機和工作機或執(zhí)行機構之間 ,起匹配轉速和傳遞轉矩的作用 ,在現(xiàn)代機械中應用極為廣泛。 國內(nèi)的減速器多以齒輪傳動、蝸桿傳動為主，但普遍存在著功率與重量比小，或者傳動比大而機械效率過低的問題。另外，材料品質(zhì)和工藝水平上還有許多弱點，特別是大型的減速器問題更突 出，使用壽命不長。國外的減速器，以德國、丹麥和日本處于領先地位，特別在材料和制造工藝方面占據(jù)優(yōu)勢，減速器工作可靠性好，使用壽命長。但其傳動形式仍以定軸齒輪傳動為主，體積和重量問題，也未解決好。 當今的減速器是向著大功率、大傳動比、小體積、高機械效率以及使用壽命長的方向發(fā)展。減速器與電動機的連體結構，也是大力開拓的形式，并已生產(chǎn)多種結構形式和多種功率型號的產(chǎn)品。近十幾年來 ,由于近代計算機技術與數(shù)控技術的發(fā)展，使得機械加工精度，加工效率大大提高，從而推動了機械傳動產(chǎn)品的多樣化，整機配套的模塊化，標準化，以及造型 設計藝術化，使產(chǎn)品更加精致，美觀化。 在 21世紀成套機械裝備中 ,齒輪仍然是機械傳動的基本部件。 床和工藝技術的發(fā)展 ,推動了機械傳動結構的飛速發(fā)展。在傳動系統(tǒng)設計中的電子控制、液壓傳動 、齒輪、帶鏈的混合傳動 ,將成為變速箱設計中優(yōu)化傳動組合的方向。在傳動設計中的學科交叉 ,將成為新型傳動產(chǎn)品發(fā)展的重要趨勢。 2 傳動裝置總體設計 計任務書 1設計任務 設計帶式輸送機的傳動系統(tǒng)，采用兩級圓柱直齒齒輪減速器傳動。 2 設計要求 （ 1）外形美觀，結構合理，性能可靠，工藝性好； （ 2）多有圖紙符合國家標準要求； （ 3）按畢業(yè)設計（論文）要求完成相關資料整理裝訂工作。 3 原始數(shù)據(jù) （ 1）運輸帶工作拉力 F=4 2）運輸帶工作速度 V=s (3)輸送帶滾筒直徑 D=450 4）傳動效率 4工作條件 兩班制工作，空載起動，載荷平穩(wěn)，常溫下連續(xù)（單向）運轉，工作環(huán)境多塵，中小批量生產(chǎn)，使用期限 10年，年工作 300 天。 定傳動方案 圖 2-1(a) 圖 2-1(b) 方案（ a）為展開式兩級圓柱齒輪減速器，其推薦傳動比 =8 40。展開式圓柱齒輪減速器的特點是其結構簡單，但齒輪的位置不對稱。高速級齒輪布置在遠離轉矩輸入端，可使軸在轉矩作用下產(chǎn)生的扭轉變形和軸在彎矩作用下產(chǎn)生的彎矩變形部分地互相抵消，以減緩沿齒寬載荷分布不均勻的現(xiàn)象。 方案（ b）為同軸式兩級圓柱齒輪減速器，其推薦傳動比 =8 40。同軸式圓柱齒輪減速器的特點是減速器橫向尺寸較小，兩對齒輪浸入油中深度大致相同。但軸向尺寸和重量較大， 且中間軸較長、剛度差，使載荷沿齒寬分布不均勻，高速級齒輪的承載能力難于充分利用。 綜合比較展開式與同軸式圓柱齒輪減速器的優(yōu)缺點，在本設計中，我將采用展開式圓柱齒輪減速器為設計模版。 動機的選擇 動機的容量選擇 根據(jù)已知條件可以計算出工作機所需有效功率 1 0 0 0 0 01 0 0 0 設 w 輸送機滾筒軸至輸送帶間的傳動效率 ； c 聯(lián)軸器效率， c =g 閉式圓柱齒輪傳動效率， g =b 一對滾動軸承效率， b = 帶式輸送機滾筒效率。 =算運動系統(tǒng)總傳遞效率： w 34231201 式中： 得傳動系統(tǒng)總效率 總 工作機所需電動機功率 0 P 由表 2列 Y 系列三相異步電動機技術數(shù)據(jù)中可以確定，滿足 P 條件的電動機額定功率 取為 11 表 2動機型號 額定功率 /滿載轉速 /（ r ） 額定轉矩堵轉轉矩額定轉矩最大轉矩 1420 112 1440 132440 132440 1601 1460 1605 1460 1601 970 電動機轉速的選擇 根據(jù)已知條件由計算得知輸送機滾筒的工作轉速 00 06 0 00 0 d vn w r 由表 2500 r 和 1000 r 的電動機，對應用于額定功率1 的電動機型號應分別為 160 160表 2 方案的比較 方案號 電動機型號 額定功率 （ 同步轉速（ r ） 滿載轉速（ r ） 總傳動比 500 1460 000 970 過對這兩種方案比較可以看出：方案選用的電動機轉速高、質(zhì)量輕、價值低，總傳動比為 較合適，故選用方案。 動機型號的確定 根據(jù)工作條件：兩班制工作，空載起動，載荷平穩(wěn)，常溫下連續(xù)（單向）運轉，工作環(huán)境多塵，中小批量生產(chǎn)，使用期限為 10 年，年工作 300 天，工作機所需電動機功率 及電動 機的同步轉速 500 等，選用 Y 系列三項異步電動機，臥式封閉結構，型號為 主要性能數(shù)據(jù)如下： 電動機額定功率 1 電動機滿載轉速 460 rn m 電動機軸身直徑 2 電動機軸身長度 10 動比的分配 帶式輸送機傳動系統(tǒng)的總傳動比 由傳動系統(tǒng)方案知 101i 134i 所以圓柱齒輪總傳動比 ii 兩對齒輪材料相同、齒面硬度350齒寬系數(shù)相等時，考慮齒面接觸強度接近相等的條件，取高速級傳動比 7 2 低速級傳動比 傳動系統(tǒng)各傳動比分別為： 101i ， i ， i ， 134i 動系統(tǒng)的運動和動力參數(shù)計算 傳動系統(tǒng)各軸的轉速、功率和轉矩計算： 0軸（電動機軸）： m 14600 d 001軸（減速器高速軸）： m 1 5 2軸（減速器中間軸）： m 2 3軸（減速器低速軸）： m 82323 將上述結果和傳動比及傳動效率匯總如表 2表 2傳動系統(tǒng)的運動和動力參數(shù) 3 傳動零件的設計計算 速級齒輪的參數(shù)計算 料選擇及熱處理 減速器要求結構緊湊，故小齒輪選用調(diào)質(zhì) 40 270 的 45 鋼，大齒輪選用正火00 230的 45鋼；載荷穩(wěn)定，齒速不高，初選 8級精度。 定許用接觸應力 21 和 根彎 曲疲勞強度設計 （ 1） 確定公式中的參數(shù)值 3 212co 1） 載荷系數(shù) 試選 ） 小齒輪傳遞的轉矩 3） 大小齒輪的彎曲疲勞強度極限 1， 2 1= 2=380 查圖 械設計 徐錦康主編） 4） 應力循環(huán)次數(shù) 911 102 0 4 01011 4 6 06060 8912112 108 9 4 5） 彎曲疲勞壽命系數(shù) 1 212圖 徐錦康主編） 6） 許用彎曲應力計算（取彎曲疲勞安全系數(shù) S ，應力修正系數(shù) 則 1K / i 7） 查取齒形系數(shù)和應力校正系數(shù) 根據(jù)當量齒數(shù) o o s 3311 213c o o s 3322 查表 3 表 3齒形系數(shù) 應力修正系數(shù) )(17 18 19 20 21 22 23 24 25 26 27 (30 35 40 45 50 60 70 80 90 100 150 ） 計算大小齒輪的 F Y并加以比較 0 0 9 1 5 6 5 6 1 F Y 0 0 7 9 8 8 2 F Y 因為 2 221 11 F ，故按小齒輪進行齒根彎曲疲勞強度設計 9） 重合系數(shù) Y 及螺旋角系數(shù) Y 取 Y = Y = 2） 設計計算 1） 試計算齒輪模數(shù) 21 2） 計算圓周速度 o o 1 3） 計算載荷系數(shù) 查表 械設計 徐錦康主編）得 1 根據(jù) 、 8級精度，查圖 械設計 徐錦康主編）得 1.1斜齒輪傳動取2.1查圖 械設計 徐錦康主編）得 K 。 則載荷系數(shù) 4） 校正并確定模數(shù) 3 （取 2 （ 3） 計算齒輪傳動幾何尺寸 1） 中心距 a n 520(13c o )(c o 1 （圓整為 a =119 2） 螺旋角 5753141192 )9520(2a r c c o (a r c c o s 21 a n3） 兩分度圓直徑 1d ， 2d 25314c o s 202c o s 11 25314c o s 952c o s 22 ) 齒寬 1b ， 2b 1 1 db d 2b =35b = 5(b 10） 1b =404) 校核齒面接觸疲勞強度 12 211 1） 大小齒輪的接觸疲勞強度極限 1， 2 1= 2=1170 2） 接觸疲勞 壽命系數(shù) 1 2查圖 械設計 徐錦康主編）得 12） 計算許用接觸應力 取安全系數(shù) 1則 2l i 029(221 4） 節(jié)點區(qū)域系數(shù) 查圖 械設計 徐錦康主編）得 ） 重合度系數(shù) Z Z =） 螺旋角系數(shù) Z Z = 9 8 25314c o sc o s 7） 材料系數(shù) 查表 械設計 徐錦康主編）得 189.8 8） 校核計算 （ 5） 齒輪結構設計及繪制齒輪零件圖 大齒輪：齒頂圓直徑大于 160小于 500采用腹板式結構，如圖3 圖 3. 2 低速級齒輪的計算 減速器要求結構緊湊，故大齒輪用 40質(zhì)處理后表面淬火，小齒輪用 45 鋼，載荷穩(wěn)定，齒速不高 ，初選 8級精度，閉式硬齒面齒輪傳動，傳動平穩(wěn)，齒數(shù)宜多，選 1Z =25， 2Z = 1Z 8 2 i （取 2Z =92）。按硬齒面齒輪非對稱安裝，查表選齒寬系數(shù) 8.0d 。 初選螺旋角 = 13 1 齒根彎曲疲勞強度設計 （ 1） 確定公式中的參數(shù)值 3 212co 1） 載荷系數(shù) 試選 ） 小齒輪傳遞的轉矩 3） 大小齒輪的彎曲疲勞強度極限 1， 2 1= 2=380 查圖 械設計 徐錦康主編） 4） 應力循環(huán)次數(shù) 811 108 9 86060 8812112 5） 彎曲疲勞壽命系數(shù) 1 212圖 徐錦康主編） 6） 許用彎曲應力計算（取彎曲疲勞安全系數(shù) S ，應力修正系數(shù) 則 1K / i 7） 查取齒形系數(shù)和應力校正系數(shù) 根據(jù)當量齒數(shù) o o s 3311 o o s 3322 查表 3 8） 計算大小齒輪的 F Y并加以比較 0 0 8 4 1 8 1 F Y 0 0 7 8 1 9 2 F Y 因為 2 221 11 F ，故按小齒輪進行齒根彎曲疲勞強度設計 9） 重合系數(shù) Y 及螺旋角系數(shù) Y 取 Y = Y = 2） 設計計算 1） 試計算齒輪模數(shù) 21 2） 計算圓周速度 o 0 060 8259 9 o 0 060 11 3） 計算載荷系數(shù) 查表 械設計 徐錦康主編）得 1 根據(jù) 、 8級精度，查圖 械設計 徐錦康主編）得 06.1斜齒輪傳動取2.1查圖 械設計 徐錦康主編）得 K 。 則載荷系數(shù) 4） 校正并確定模數(shù) 3 （取 （ 3） 計算齒輪傳動幾何尺寸 1） 中心距 a n 0 9 0)9225(13c o c o 1 （圓整為 a =151 2） 螺旋角 3324141512 )9225(r c c (a r c c 1 a n3） 兩分度圓直徑 1d ， 2d 32414c o o n 32414c o s o s 22 ) 齒寬 1b ， 2b 6 2 db d 2b =55b = 5(b 10） 1b =604) 校核齒面接觸疲勞強度 12 211 1） 大小齒輪的接觸疲勞強度極限 1， 2 1= 2=1170 2） 接觸疲勞壽命系數(shù) 1 2查圖 械設計 徐錦康主編）得 12） 計算許用接觸應力 取安全系數(shù) 1則 2l i 123(221 4） 節(jié)點區(qū)域系數(shù) 查圖 械設計 徐錦康主編）得 ） 重合度系數(shù) Z Z =） 螺旋角系數(shù) Z Z = 9 8 32414c o sc o s 7） 材料系數(shù) 查表 械設計 徐錦康主編）得 189.8 8） 校核計算 （ 5） 齒輪結構設計及繪制齒輪零件圖 大齒輪：齒頂圓直徑大于 160小于 500采用腹板式結構，如圖3 圖 3 軸及軸承裝置的設計計算 4. 1 軸的設計 軸是減速器的主要零件之一，軸 的結構決定軸上零件的位置和有關尺寸。如圖 4 圖 4兩級圓柱齒輪減速器軸的布置 考慮相鄰齒輪沿軸向不發(fā)生干涉，計入尺寸 s，可取 s=10 考慮齒輪與箱體內(nèi)壁沿軸向不發(fā)生干涉，計入尺寸 k，可取 k=10 為保證滾動軸承放在箱體軸承座孔內(nèi)，計入尺寸 c=5 初取軸承寬分別為 0mm,2mm,2 3根軸的支承跨距分別為 間軸的設計 圖 4間軸 軸的材料選用 45鋼，調(diào)質(zhì)處理，查表 械設計 徐錦康主編）確定 3m i （取 6 ） 即取段上軸的直徑 01 。 由 01 可初選軸承，查表 11械設計課程設計 王大康 盧頌峰主編）選 7008內(nèi)徑 0 ，外徑 D=68寬度 B 。 處軸肩的高度 h=( ,但因為該軸肩幾乎不受軸向力，故取 ，則此處軸的直徑 42 。又因為此處與齒輪配合，故其長度應略小于齒寬，取 22 。 齒輪的定位軸肩高度 ，但因為它承受軸向力，故取 ，即 242443 。而此處軸的長度： （取 3 ） 處也與齒輪配合，其直徑與處相等，即 44 。該處的長度應略小于齒輪寬度，取 74 。 結合圖 4和段處軸的長度： 1 齒寬 41310515145 齒寬 綜上，中間軸各段長度和直徑已確定： 71 22 3 74 45 01 42 23 44 05 6 834578323754321 總 入軸的設計 圖 4入軸 軸的材料選用 45鋼，調(diào)質(zhì)處理。 （ 1） 估算軸的最小直徑 3 查表 械設計 徐錦康主編）確定 3m i 單鍵槽軸徑應增大 %7%5 即增大至 （取 2 ）。 （ 2）選擇輸入軸的聯(lián)軸器 1）計算聯(lián)軸器的轉矩 查表 械設計 徐錦康主編）確定工作情況系數(shù) K 2 1 4 8 4 選擇彈性柱銷聯(lián)軸器，按 2 1 4 8 ，查標準5014用 315 ， 。 半聯(lián)軸器長度 L 2 與軸配合轂孔長度 1L 81 半聯(lián)軸器 孔徑 2d 22 （ 3）確定軸的最小直徑 應滿足 m （取 2 ） （ 4） 確定各軸段的尺寸 段軸的長度及直徑 1l 應略小于 1L 取 61 21 段軸的尺寸 處軸肩高度 （取 ）， 則 62222212 ；為便于軸承端蓋拆卸，取02 。 段軸的尺寸 該處安裝軸承，故軸的直徑應與軸承配合，查表 11機械設計課程設計 王大康 盧頌峰主編）選 7006C 型軸承，其內(nèi)徑 0 ，外徑 D=55寬度 B 。 03 ， 33 。 段軸的尺寸 該處軸的直徑應略大于處軸的直徑，取 54 ；參照 圖 4知 。 段軸的尺寸 該軸處為齒輪軸，該處為齒輪，故 05 段軸的尺寸 由圖 455106 ， 546 段軸的長度 037 ， 417 49141540811350367654321 總 出軸的設計 圖 4出軸 軸的材料選用 45 鋼，調(diào)質(zhì)處理。 （ 1） 估算軸的最小直徑 3 查表 械設計 徐錦康主編）確定 3m i 單鍵槽軸徑應增大 %7%5 即增大至 0 0 95 4 6 3 5 （取 5 ）。 （ 2）選擇輸入軸的聯(lián)軸器 1）計算聯(lián)軸器的轉矩 查表 械設計 徐錦康主編）確定工作情況系數(shù) K 4 0 5 選擇彈性柱銷聯(lián)軸器，按 ，查標準5014用 2000 ， 。 半聯(lián)軸器 長度 L 42 與軸配合轂孔長度 1L 071 半聯(lián)軸器孔徑 2d 52 （ 3）確定軸的最小直徑 應滿足 m （取 5 ） （ 4） 確定各軸段的尺寸 段軸的長度及直徑 1l 應略小于 1L 取 051 51 。 段軸的尺寸 處軸肩高度 （取 ），則 13255212 ；為便于 軸承端蓋拆卸，取 02 。 段軸的尺寸 該處安裝軸承，故軸的直徑應與軸承配合，查表 11機 械設計課程設計 王大康 盧頌峰主編）選 7013 其內(nèi)徑 5 ，外徑 D=100寬度 B 。 53 ， 83 。 段軸的尺寸 處軸肩高度 （取 ），取 16654 。 段軸的尺寸 處軸肩高度 （取 ）， 即 362715 ；軸肩寬度 （取 05 ）。 段軸的尺寸 此處安裝齒輪，故其長度應略小于齒輪寬度， 36 ； 146 。 段軸的長 537 ， 35103354 731853391053501057654321 總 4. 2 軸的校核 入軸的校核 （ 1） 求軸上受力 1） 計算齒輪受力 齒輪分度圓直徑 圓周力 t 4 9 3 422 11 徑向力 0 8525314c a 4 4c a n 軸向力 a a n 軸心產(chǎn)生的彎矩 1 7 7 121 2） 求支反力 參見圖 4承的支點位置 由 7006C 型角接觸軸承可知 齒寬中心距左支點的距離 齒寬中心距右支點的距離 213152403 左支點水平面的支反應力 0 右支點水平面的支反應力 0 3 13222 左支點垂直面的支反應力 右支點垂直面的支反應力 左支點的軸向支反力 （ 2） 繪制彎矩圖和扭矩圖 參見圖 4 4面 1 5 1 221 截面 5 9 4211 4 2 4322 截面 h 1 9 522 11 h 5 7 022 22 （ 3） 彎矩合成強度校核 通常只校核軸上受最大彎矩和最大扭矩的截面強度 截面 考慮啟動，停機影響，扭矩為脈動循環(huán)變應力， ， 1 3 522 11 截面 1 3 5 3 強度校核 45鋼調(diào)質(zhì)處理，由表 械設計 徐錦康主編）查得 1 彎矩合成強度滿足要求 圖 4的力分析圖 （ 4） 疲勞強度安全系數(shù)校核 1） 經(jīng)判斷，如圖 4輪面為危險截面 2） 截面左側截面校核 抗彎截面系數(shù) 333 8 抗扭截面系數(shù) 333 8 5 7 截面左側彎矩 截面上的彎曲應力 截面上的扭轉切應力 平均應力 i nm a x ， 0m 應力幅 i nm a x i nm a x 材料的力學性能 45鋼調(diào)質(zhì)查表 械設計 徐錦康主編） ， ， 軸肩理論應力集中系數(shù) 查附表 械設計 徐錦康主編）并經(jīng)插值 計算 ， 3.1r 材料的敏感系數(shù) 由 ， 查圖 機械設計 徐錦康主編）并經(jīng)插值得 q ， 85.0有效應力集中系數(shù) 尺寸及截面形狀系數(shù) 由 、 5 查圖 機械設計 徐錦康主編）得 扭轉剪切尺寸系數(shù) 由 5 查圖 機械設計 徐錦康主編） 表面質(zhì)量系數(shù) 軸按磨削加工，由 查圖 （機械設計 徐錦康主編）得 表面強化系數(shù) 軸未經(jīng)表面強化處 理 1q 疲勞強度綜合影響系數(shù) 等效系數(shù) 45鋼： 取 取 僅 有彎曲正應力時計算安全系數(shù) 僅有扭轉切應力時計算安全系數(shù) 彎扭聯(lián)合作用下的計算安全系數(shù) 設計安全系數(shù) 材料均勻，載荷與應力計算精確時： 取 疲 勞強度安全系數(shù)校核 左側疲勞強度合格 3） 截面右側疲勞強度校核 抗彎截面系數(shù) 333 8 抗扭截面系數(shù) 333 8 5 7 截面左側彎矩 截面上的彎曲應力 截面上的扭轉切應力 平均應力 i nm a x 應力幅 i nm a x i nm a x 材料的力學性能 45鋼調(diào)質(zhì)查表 械設計 徐錦康主編） ， ， 軸肩理論應力集中系數(shù) 查附表 械設計 徐錦康主編）并經(jīng)插值 計算 ， 3.1r 材料的敏感系數(shù) 由 ， 查圖 機械設計 徐錦康主編）并經(jīng)插值得 q ， 85.0有效應力集中系數(shù) 尺寸及截面形狀系數(shù) 由 、 5 查圖 機械設計 徐 錦康主編）得 扭轉剪切尺寸系數(shù) 由 5 查圖 機械設計 徐錦康主編） 表面質(zhì)量系數(shù) 軸按磨削加工，由 查圖 （機械設計 徐錦康主編）得 表面強化系數(shù) 軸未經(jīng)表面強化處理 1q 疲勞強度綜合影響系數(shù) 等效系數(shù) 45鋼： 取 取 僅有彎曲正應力時計算安全系 數(shù) 僅有扭轉切應力時計算安全系數(shù) 彎扭聯(lián)合作用下的計算安全系數(shù) 設計安全系數(shù) 材料均勻，載荷與應力計算精確時： 取 疲勞強度安全系數(shù)校核 右側疲勞強度合格 間軸的校核 圖 4的受力分析圖 （ 1） 求軸上受力 1） 計算齒輪受力 齒輪的分度圓直徑 ， 圓周力 t 1 t 5 6 6 0 022 22 徑向力 32414c a a 039525314c a a 軸向力 32414t a a 25314t a a 軸心產(chǎn)生的彎矩 2） 求支反力 軸承的支點位置 由 7008C 型角接觸軸承可知 截面在 B 處的支反力 左支點水平面的支反力 0 Nl D 95611 右支點水平面的支反力 0 Nl 95612 左支點垂直面的支反力 8 8 81 0 0 6 7 8 0111 右支點垂直面的支反力 81 0 0 6 7 8 左支點的軸向支反力 11 截面在 C 處的支反力 左支點水平面的支反力 0 Nl D 95611 右支點水平面的支反力 0 Nl 95612 左支點垂直面的支反力 3 7 81 0 0 6 7 8 右支點垂直面的支反力 0 6 7 左支點的軸向 支反力 11 （ 2）